TCN-I型起重机支腿自动控制系统
机电液一体化的发展，为汽车起重机的功能升级提供了更大的发展空间。重型汽车起重机TCN-I高速支腿展开调平系统可以大大缩短整备时间，提高起重机的机动性及工作效率。
美国DELTA POWER公司起重机支腿自动调平系统，采用TDV电液多路换向阀和数字倾斜传感器的调平系统，水平调平精度可达+/- 0.5--1度。可在各种车辆上广泛应用，随车起重机,全路面起重机，智能型云梯消防车和各种高空作业车等。
一、自动调平系统主要部件：
1) TDV手动电液多路换向阀
2) 双轴倾斜传感器
3）支腿压力传感器
3) 支腿自动调平控制系统（微处理编程控制器）
二、主要技术参数：
1)系统工作电压：8－30VDC
2)液压系统最大流量：80L/min,工作压力：25Mpa.
3)调平倾斜度范围±20°；
4) 双轴传感器重复精度+/-0.01°；
5) 车辆调平系统支腿安全压力：15－20Mpa.；
6) 系统适用温度范围：-40℃－70℃。
本项目应用于起重机驻车后进行快速、自动调平，大大提高起重机的技术水平。
电液比例单功能调平集成阀块
1) TDV 4/3E H型电液比例液控多路换向阀(负载感应)，
TDV 4/3E H型手动电液多路换向阀为全负载感应型，进口阀块和分体工作阀块均装有压力补偿阀，工作阀块的滑阀机能有多种配置，并可根据要求在各工作阀块增加限压/防空穴阀。工作滑阀可以选择电液开关驱动控制。该多路阀阀控制精度高、密封性好，故障率低，特别适应野外移动车辆遥距控制使用，是欧洲同类阀中性价比最佳的遥控电液控制多路阀之一。该多路阀，成本低廉，节省安装空间，简化电气安装。换向阀（含手动强制控制），控制四个水平支腿和四个垂直伸出和缩回。
该组阀为电液比例先导液控多路换向阀，该阀每片换向阀中内置负载感应阀及次级压力补偿阀，负载感应系统将每片阀的感应压力传递至进口阀块的旁通式静压三通压力补偿阀（逻辑元件），其功能如下：
z高效节能，热耗低，当主机停止操作，且工作阀中位时，3通压力补偿旁通溢流阀旁通主油路流量。
z负载感应功能，保证四个支腿工作时，各工作油口均可按液压执行机构的要求，提供相应的流量，并使其工作速度不受负载变化的影响，具有良好的微动性能。
z抗干扰性能，它能保证整机进行复合动作时，负载感应系统对压力最高的工作片阀补充相应流量，并保证复合动作的各执行机构的动作速度相互不受影响。
移动车辆支腿电液调平系统
机电液一体化技术的发展，为汽车起重机的智能高效控制提供了更大的升级发展空间。重型汽车起重机高精度高速支腿自动调平系统成功实例之一。提高支腿调平系统的精度、速度等方面的智能化水平，可以大大提高起重机的先进性、机动性，充分发挥其性能。
美国DELTA POWER-TCN公司支腿调平系统TCN-STA型采用伺服驱动电液换向阀和数字倾斜传感器的自动调平系统，水平调平精度均可达＋/-1度。
支腿自动调平系统适应于在各种车辆上广泛应用，随车起重机, 智能型云梯消防车和各种高空作业车等。
一、电液自动调平系统主要部件：
1) TDV电液比例多路换向阀
2) FOX双调压力传感器
3) 双轴倾斜传感器
4) 支腿自动调平显示控制系统（微处理编程控制器）
二、主要技术参数：
1) 系统工作电压：8－30VDC
2) 液压系统最大流量：50L/min,工作压力：25Mpa.
3) 调平倾斜度范围± 3－10°),
±1°；
4) 双轴传感器调平精度
5) 车辆调平系统支腿安全压力15－20Mpa.；
6) 系统适用温度范围：-20℃∽50℃。
1) TDV 4/3型伺服直动式比例电磁换向阀(负载感应型)，50L/min,25Mpa
TDV 4/3型换向阀(负载感应型)采用闭环位移传
感、比例伺服驱动器控制。该多路阀具备比例放大、
液压放大，每片阀中内置负载感应及次级压力补偿
阀，将每片阀的感应压力传递至进口阀块的旁通式
静压三通压力补偿阀（逻辑元件），其功能如下：
?当四个支腿同时工作时，该阀可对负载感应
压力高的方向阀块补充相应流量,保证四支
腿的同时动作。
?当支腿压力达到设定安全压力时,自动调平
系统开始启动。双轴传感器将车体的倾斜信
号传给微机控制系统，由微机控制系统根据
倾斜的方向启动单支腿调平程序，对倾斜的
支腿进行比例调平，负载感应阀根据该工作片阀的要求提供所需流量时，并旁通主油路其余流量
?当起重机停止操作，亦无流量要求，且负载感应阀均为零位时，该换向阀系统的3通压力补偿溢流阀将旁通主油路流量。其独特的散热性能,使能量损失降到最低，减少油箱体积，特别适应于移动机械应用。
2) IDXY mP双轴倾斜传感器
采用双轴倾斜传感器合理采用先进的控制元件，提高控制精
度，采用屏蔽材料，消除其他系统对控制的信号干扰，保证整个
调平系统精度达到要求。
IDXY mP微处理器倾斜传感控制装置是一套数码控制系统。功能特
点如下：
1，作为坐标式水平传感显示器，在360度范围内提供X/Y轴的
倾斜一极的极向
2，显示四个坐标轴的极向，实现自动调平或其它功能（可选）
随机提供专用的特制零位电缆接口进行水平的零位校准，也可通
过PC机串口对其进行零位校准。该系统上刻有X轴正极和Y轴正
极的标记。除了四坐标轴输出以外，还可选择提供ID输出。
应用范围：
IDXY mP传感器各种复杂的工业应用环境（高温、大电流、强磁场）要求，适用起重机和高空作业平台等车体倾斜检测应用控制。
3）支腿自动调平显示控制系统（MPC4-H微处理可编程控制器）
支腿自动调平显示控制系统（微处理编程控制器）可对支腿工作状态进行安全检测，在其处于安全支撑状态下。在支腿水平方向全部伸出、垂直方向获得足够的压力支撑时，启动自动调平系统。双轴传感器对车体的水平状态进行测量，并将测得的信号送入编程控制器进行数据处理，由控制器对导致倾斜的支腿进行比例调平控制。
控制器为双微处理器配置―主处理器和二级监视处理器，适用于车辆支腿展开与调平。
具备逻辑功能，线路板功能及传感器线路的自检功能。
可通过RS232接口对系统的性能参数进行编程和校准，
具备开关输入输出信号供附加功能备用。
启动开关电磁阀来控制水平油缸伸/缩或垂直油缸升/降
当接到水平油缸限位和垂直油缸压力传感器的信号后，电子调平系统则根据双轴传感器的感应信号启动自动调平程序。
调平达到设定参数时输出继电器安全信号。
自动调平控制原理框图
TDV 型伺服驱动高精度比例换向阀(负载感应)
主要技术参数：
1)系统工作电压：8－30VDC
2)液压系统最大流量：50L/min,
工作压力：25Mpa.
3)支腿垂直油缸流量：15L/min,
4)油缸压力范围：3－15Mpa.；
5) 适用温度范围：-40℃－70℃。
本多路阀应用于液压机械驻车
后进行快速展开、自动调平，大大
提高液压机械的工作效率。
TDV 4/3型比例多路电磁换向
阀(负载感应型)换向阀控制精度。
驱动装置具备液压放大,开口斜率及流量调谐功能、断电及过载自动保护功能，使执行系统数字化，提高执行精度，保证调平精度；该阀每片换向阀中内置负载感应阀及次级压力补偿阀，负载感应系统将每片阀的感应压力传递至进口阀块的旁通式静压三通压力补偿阀（逻辑元件），其功能如下：
z当四个支腿同时工作时，该阀可对负载感应压力高的方向阀块补充相应流量,保证四支腿的同时动作。
z当支腿压力达到设定安全压力时,自动调平系统开始启动。双轴传感器将车体的倾斜信号传给微机控制系统，由微机控制系统根据倾斜的方向启动单支
腿调平程序，对倾斜的支腿进行比例调平，负载感应阀根据该工作片阀的要
求提供所需流量时，并旁通主油路其余流量
当起重机停止操作，亦无流量要求，且负载感应阀均为零位时，该换向阀系统的3通压力补偿溢流阀将旁通主油路流量。其独特的散热性能,使能量损失降到最低，减少油箱体积，特别适应于移动机械应用。
IDXYmP 双轴垂摆数字传感器
技术参数
电子开关输出 正极 负极 继电器输出 12V 24V 电源电压
8-30Vdc 9.2-17V 17.8-30V 峰值电压
35Vdc -- 35Vdc 输出电压比
1.1V @ 0.5A 0.6V @ 0.6A 0.1V @ 0.1A 常开触点 最大电流
Imax = 0.5A Imax = 0.6A Imax = 0.2A, Vmax = 60V 功率降
30 m A 60 m A 45 m A
通用参数： 零位校准 通过RS232接口或复零线
输出 1 启动角度范围 +/- 20°/各轴向 LED 显示灯 绿色 重复精度 <10°:+/- 0.05° >10°: +/- 0.1°
滞环 0.05°
温度漂移 0.005°/℃ 工作温度 －20－70℃
启动角度延时 0.7 – 25.5秒 密封保护等级
IP65 输出信号保护 短路，超压，过载 标准电缆线长度 30cm
说明：
该数字传感器在360度范围内，提供X, Y 轴的极向数值, 显
示4轴的极向，用来测量车体双轴的倾斜度。其标准参数
可通过PC 接口进行校准、编程。标准型具备车辆或高空车
倾斜安全/报警信号（电子开关输出或继电器输出信号）。
通过PC 机软机对标准参数进行编程、校准设定，可实现四
轴向的输出。该传感器为坚固整体铝壳，无任何运动元件。
可选项：
辅助继电器输出，Imax: 2A (安全信号及各轴向信号)
PC 机的Psion TM 软件的RS232接口电缆
传感器的零度校准线
安全标准：B 等级（EN954-1）
TCN M53LO 支腿自动调平系统
技术参数：
供电电源
9
－30Vdc 开关信号数量 20个 阻抗：4.7ohm 模拟输入4-20mA, 0.5-4.5Vdc
4通道 双轴垂摆传感器，精度： 功率输出
8个 正极，短路保护，最大触点负载：1.4Imax 安全信号
1个 反馈型双继电器，最大触点负载：4A PWM 放大电流
2通道 正极，短路保护，最大电流：1.4A CAN 总线接口 可选
编程/自检控制软件 RS232接口 通过PC 机
工作温度 -20—70℃
密封保护等级 IP55 密封外壳：166x125x64mm
说明：
控制器为双微处理器配置―主处理器和二级监视处理器，适用于车辆支腿展开与调平。
具备逻辑功能，线路板功能及传感器线路的自检功能。 可通过RS232接口对系统的性能参数进行编程和校准， 具备开关输入输出信号供附加功能备用。
启动开关电磁阀来控制水平油缸伸/缩或垂直油缸升/降 当接到水平油缸限位和垂直油缸压力传感器的信号后，电子调平系统则根据双轴传感器的感应信号启动自动
调平程序。
调平达到设定参数时输出继电器安全信号。
附件三： 汽车吊机支腿反力计算及梁板受力分析 一、模型建立及臂架回转过程受力分析 汽车吊机四点支承受力计算模型简图如图1所示，G 0为下车重量；G 1为上车和吊重的重量和，移到位于对称轴上的回转中心后产生力矩M ；e 0、e 1为G 0、G 1位置到四支腿中心的距离，按对称轴为直角坐标系定位。R 1、R 2、R 3、R 4分别是四支腿的支反力,其中R 3、R 4为近吊装物处两支腿反力，徐工QY130K 汽车起重机支腿间距如图1中，a=3.78m ，b=3.8m 。 为简化计算，假设4条支腿支撑在同一水平面内，它们的刚度相同且支撑地面的刚度相同。 1、支点反力计算公式 由图1受力简图，分别计算臂架转化来的集中力矩M 和吊重P ，最后在支腿处迭加，根据受力平衡可得: 图1 四支腿反力简图 011011cos sin (1)(1)()4e e R G G M b b b a αα??= ++--+???? 012011cos sin (1)(1)()4e e R G G M b b b a αα??= ++---???? 013011cos sin (1)(1)()4e e R G G M b b b a αα??= -++++???? 014011cos sin (1)(1)()4e e R G G M b b b a αα??= -+++-???? e 0、e 1为G 0、G 1位置到四支腿对称中心的距离。 2、计算底盘重心点位置 当架吊机设边梁时，所需吊幅最大，为13m ，臂长约为18.8m ，根据额定起重表，幅度14m 、臂长21.28m 最大吊重为29.3t>22t ，满足起吊要求。 徐工QY130K 汽车起重机车长14.95m ，宽3m ，行驶状态车重55t ，主要技术参数详见表1。
汽车起重机液压系统 一、概述 汽车起重机时一种使用广泛的工程机械，这种机械能以较快速度行走，机动性好、适应性强、自备动力不需要配备电源、能在野外作业、操作简便灵活，因此在交通运输、城建、消防、大型物料场、基建、急救等领域得到了广泛的使用。在汽车起重机上采用液压起重技术，具有承载能力大，可在有冲击、振动和环境较差的条件下工作。由于系统执行元件需要完成的动作较为简单，位置精确度要求较低，所以，系统以手动操纵为主，对于起重机机械液压系统，设计确保工作可靠与安全最为重要。 汽车起重机时有相配套的载重汽车为基本部分，在其上添加相应的起重功能部件，组成完整汽车起重机，并且利用汽车自备的动力作为起重机的液压系统动力；起重机工作时，汽车的轮胎不受力，依靠四条液压支撑腿将整个汽车抬起来，并将起重机的各个部分展开，进行起重作业；当需要转移起重作业现场时，需要将起重机的各个部分收回到汽车上，使汽车恢复到车辆运输功能状态，进行转移。一般的汽车起重机在功能上有以下要求： 1)整机能方便的随汽车转移，满足其野外作业机动、灵活、不需要配备电源的要求。 2）当进行起重作业时支腿机构能将整车抬起，使汽车所有轮胎离地，免受起重载荷的直接作业，且液压支腿的支撑状态能长时间保持位置不变，防止起吊重物时出现软腿现象。 3）在一定范围内能任意调整、平衡锁定起重臂长度和俯角，以满足不同起重作业要求。 4）使起重臂在360度内能任意转动与锁定。 5）使起吊重物在一定速度范围内任意升降，并能在任意位置上能够负重停止，负重起动时不出现溜车现象。 二、工作过程 支腿缸收放回路汽车起重机的地盘前后各有两条支腿，通过机械机构可以使每一条支腿收起和放下。在每一条支腿上都装着一个液压缸，支腿的动作由液压缸驱动。两条前支腿和两条后支腿分别由多路换向阀1中的三位四通手动换向阀A和B控制其伸出或缩回。换向阀均采用M型中位机能，且油路采用
目录 摘要.................................................................................................................... 错误！未定义书签。Abstract： .......................................................................................................... 错误！未定义书签。第一章总体计算 .. (1) 一、总图及主要技术参数 (1) （一）主要技术参数 (1) （二）总图 (1) 二、稳定性计算 (3) （一）工作状态稳定性计算 (3) 第二章主梁计算 (8) 一、载荷荷及内力计算 (8) （一）移动载荷及内力计算 (8) （二）静载荷及内力计算 (8) （三）风载及内力计算 (9) 及内力计算 (10) （四）大车紧急制动惯性力F 大惯 二、主梁截面几何参数计算 (12) （一）主梁截面图 (12) 三、载荷组合及强度稳定性验算 (14) （一）载荷组合 (14) （二）弯曲应力验算 (15) （三）主梁截面危险点验算 (15) （四）.主梁疲劳强度计算 (16) （五）稳定性验算 (18) （六）验算跨中主、副板上区格的稳定性。 (19) 第三章支腿设计计算 (24) 一、支腿简图 (24) （一）刚性支腿 (24) （二）柔性支腿 (25) 二、支腿截面几何参数设计计算 (27) （一）刚性支腿截面I-I (27)
（二）刚性支腿截面II-II .................................................................................................27 （三）柔性支腿截面I-I ....................................................................................................28 （四）柔性支腿截面II-II .................................................................................................28 三、载荷以及内力计算 .. (29) （一）主梁自重对刚柔腿的作用见下图 ..............................................................................29 （二）计算载荷对刚柔支腿的作用 .....................................................................................29 （一）马鞍和支腿自重对刚、柔腿的作用 ...........................................................................30 （二）大车运行方向风载荷以及惯性力对刚、柔腿的作用 ..................................................30 （三）载荷组合 .................................................................................................................38 （四）刚性腿截面I-I 和II-II 柔性腿截面'I I -和'II II -的强度I I -σII II -σ和'I I -σ' II II -σ 计算 (40) 第四章门型架的计算 (42) 一、载荷及内力计算 .................................................................................................................42 二、强度计算 ............................................................................................................................45 参考文献 ..........................................................................................................................................47 致谢 .................................................................................................................................................48 附录2：外文翻译.. (49)
摘要 随着经济建设的迅速发展，我国的基础建设力度正逐渐加大，道路交通，机场，港口，水利水电，市政建设等基础设施的建设规模也越来越大，市场汽车起重机的需求也随之增加。本文通过对徐工50吨汽车起重机主臂进行研究，进一步进行主臂设计，通过计算对主臂的三铰点、主臂的长度、及每节臂的长度、液压缸尺寸进行确定，选择零部件，确定主臂伸缩方式及主臂内钢丝绳的缠绕方法，通过SOLID WORKS软件对主臂进行三维建模。 关键词：50吨汽车起重机、主臂设计、三铰点、伸缩方式、三维建模
Abstract With the rapid development of economic construction, China's infrastructure is gradually increase the intensity, road traffic, airports, ports, water conservancy and hydropower, municipal construction of infrastructure such as the scale of construction is also growing, crane truck crane market demand with the increase. Based on the Xu Gong 50 tons of truck crane boom study, further boom design, by calculating the main arm of the three hinges, the main arm length, and the length of each arm, hydraulic cylinder size identify, select Parts and components, identify the main telescopic arm and the boom in the way of winding rope method, SOLID WORKS software on the main arm for three-dimensional modeling. Keywords: 50-ton truck crane，the boom design，the three hinge points ，stretching，three-dimensional modeling
汽车吊机支腿反力计算及梁板受力分析 标准化管理处编码[BBX968T-XBB8968-NNJ668-MM9N]
附件三： 汽车吊机支腿反力计算及梁板受力分析一、模型建立及臂架回转过程受力分析 汽车吊机四点支承受力计算模型简图如图1所示，G 0为下车重量；G 1 为上车和吊重的 重量和，移到位于对称轴上的回转中心后产生力矩M；e 0、e 1 为G 、G 1 位置到四支腿中心 的距离，按对称轴为直角坐标系定位。R 1、R 2 、R 3 、R 4 分别是四支腿的支反力,其中R 3 、R 4 为近吊装物处两支腿反力，徐工QY130K汽车起重机支腿间距如图1中，a=，b=。 为简化计算，假设4条支腿支撑在同一水平面内，它们的刚度相同且支撑地面的刚度相同。 1、支点反力计算公式 由图1受力简图，分别计算臂架转化来的集中力矩M和吊重P，最后在支腿处迭加，根据受力平衡可得: 图1 四支腿反力简图 e 0、e 1 为G 、G 1 位置到四支腿对称中心的距离。 2、计算底盘重心点位置 当架吊机设边梁时，所需吊幅最大，为13m，臂长约为，根据额定起重表，幅度 14m、臂长最大吊重为>22t，满足起吊要求。 徐工QY130K汽车起重机车长，宽3m，行驶状态车重55t，主要技术参数详见表1。 表1 徐工QY130K汽车起重机主要参数
吊机支腿纵向距离，横向距离，支腿箱体位于2桥和3桥之间以及车架后端，工作时配重38000kg 。根据车轴及转盘中心位置计算吊装下车重心点G 0，尺寸位置关系详见图2，由合力矩确定的平行力系中心即为吊车重心。 图2 车轴及转盘中心位置尺寸 由轴重参数得：下车重量G 0=9100+9100+9100+12500+12700+9700=62200 kg 上车配重重量=38000 kg 上车未加配重时重心到车后边缘距离Rc 为： 9700312700 4.412500 5.7591007.62910010.04910011.46 62200 6.78Rc m ?+?+?+?+?+?= = 则下车重心G 0到臂架回转中心G 1的纵向距离为工作臂架回转中心G 1到两后支腿的纵向距
一、液压系统概述 1.1 液压系统的组成 一个完整的液压系统由五个部分组成，即动力元件、执行元件、控制元件、辅助元件和液压油。动力元件的作用是将原动机的机械能转换成液体的压力能，指液压系统中的油泵，它向整个液压系统提供动力。液压泵的结构形式一般有齿轮泵、叶片泵和柱塞泵。执行元件(如液压缸和液压马达)的作用是将液体的压力能转换为机械能，驱动负载作直线往复运动或回转运动。控制元件(即各种液压阀)在液压系统中控制和调节液体的压力、流量和方向。根据控制功能的不同，液压阀可分为压力控制阀、流量控制阀和方向控制阀。压力控制阀又分为溢流阀(安全阀)、减压阀、顺序阀、压力继电器等；流量控制阀包括节流阀、调整阀、分流集流阀等；方向控制阀包括单向阀、液控单向阀、梭阀、换向阀等。辅助元件包括油箱、滤油器、油管及管接头、密封圈、压力表、油位油温计等。液压油是液压系统中传递能量的工作介质，有各种矿物油、乳化液和合成型液压油等几大类。 1.2 液压系统的类型 液压系统要实现其工作目的必须经过动力源——控制——三个环节。其中动力源主要是液压泵；传输控制装置主要是一些输油管和各种阀的连接；执行主要是液压马达和液压缸。这三种的不同组合就形成了不同功能的液压回路。泵—马达回路是起重机液压系统的主要回路，按照泵循环方式的不同有开式回路和闭式回路两种。 开式回路中马达的回油直接通回油箱，工作油在油箱中冷却及沉淀过滤后再由液压泵送入系统循环，这样可以防止元件的磨损。但油箱的体积大，空气和油液的接触机会多，容易渗入。目前多数汽车起重机的液压系统为开式系统，其构成简单、散热和滤油条件好，但要求液压泵有一定的自吸能力。 闭式回路中马达的回油直接与泵的吸油口相连，结构紧凑，但系统结构复杂，散热条件差，需设辅助泵补充泄漏和冷却。而且要求过滤精度高，但油箱体积小，空气渗入油中的机会少，工作平稳。
4 起重机的稳定性系数计算 4.1 流动式起重机的稳定性与安全 流动式流动式起重机最严重的事故是“翻车”事故，其根本原因是丧失稳定，所以起重机的稳定与全关系十分密切。流动式起重机的稳定性可分为行驶状态稳定性和工作状态稳定。（1-D） 1．影响稳定性的因素 轮式起重机作业时的稳定性，完全由机械的自重来维持，所以有一定的限度，往往在起重机的结构件(如吊臂、支腿等)强度还足够的情况下，整机却由于操作失误和作业条件不好等原因，突然丧失稳定而造成整机倾翻事故。因而轮式起重机的技术条件规定，起重机的稳定系数K不应小于1.15。 轮式起重机在使用中，应主要注意以下诸因素对起重机稳定性的不利影响。（2-B）(5-H) (1)吊臂长度的影响 起重机的伸臂越长或幅度越大，对稳定性越不利，特别是液压伸缩臂起重机，当吊臂全伸时，在某一定倾角(使用说明书中有规定)以下，即使不吊载荷，也有倾翻危险；当伸臂较长，并吊有相应的额定载荷时，吊臂会产生一定的挠曲变形，使实际的工作幅度增大，倾翻力矩也随之增大。 (2)离心力的影响 轮式起重机吊重回转时会产生离心力，使重物向外抛移。重物向外抛移(相当于斜拉)时，通过起升钢丝绳使吊臂端部承受水平力的作用，从而增大倾翻力矩。特别是使用长吊臂时，臂端部的速度和离心力都很大，倾翻的危险性也越大。所以，起重机司机操纵回转时要特别慎重，回转速度不能过快。 (3)起吊方向的影响 汽车式起重机的稳定性，随起吊方向不同而不同，不同的起吊方向有不同的额定起重量。在稳定性较好的方向起吊的额定载荷，当转到稳定性较差的方向上就会超载，因而有倾翻的可能性。一般情况下，后方的稳定性大于侧方的稳定性，而侧方的稳定性，大于前方的稳定性；即后方稳定性>侧方稳定性>前方的稳定性。所以，应尽量使吊臂在起重机的后方作业，避免在前方作业。 (4)风力的影响 工作状态最大风力，一般规定为6级风，对于长大吊臂，风力的作用很大，从表28 可看出风力的影响。 表28 臂长、风速、风载力矩关系表 从表中可知，随着臂长和风速的增加风载力矩增加的很快。(3-C) 从正常作业中，最大风力为6级，此风力并不很大，翻车事故主要发生在回转时，没有注意转向顺风（风从起重臂后方吹来）。
起重机的柔性腿和钢性腿如何区别 刚性支腿和柔性支腿都只是一种假设，具体可见《起重机金属结构》一书。 区别看支腿与主梁连接处的支腿截面，截面大的是刚性支腿，截面小的是柔性支腿。 1楼讲的“与主梁是铰点联接的是柔性支腿，刚性联接的是刚性支腿。”意思是从结构的节点的刚度来区分的方法，并不代表铰点联接就一定是铰轴。 7楼的怀疑“哪有主梁与支腿是铰点联接的？”是没有根据的，确实有柔性支腿与主梁之间采用铰轴连接的。我过去设计过一台“5t×40m箱型装卸桥”的柔性支腿与主梁之间就是采用铰轴连接的。 4楼的“螺栓联接也属于刚性联接”不准确，对于柔性支腿与主梁之间不采用铰轴连接时，有采用焊接的、也有采用螺栓联接的。 柔性腿是两力杆，只受压，通常较细，采用铰轴连接。刚性腿受弯压组合作用，通常截面是下小上大，刚性连接。 刚性腿为双向压弯构件，可以承受门架平面和支腿平面两个方向的弯矩，而刚性腿只承受支腿平面内的弯矩．通常刚性腿与主梁采用则刚性连接，柔性腿与主梁采用柔性联接。 两者之间是没有一个明确的界定，一般来说是相对而言吧，门式起重机承重时，支腿下部一般是门架方向向外偏移，车轮内侧面与轨道之间的间隙大多也就是15mm左右吧，如果两支腿刚度一样大，而主梁刚度较弱，特别是当跨度较大时，承重状态甚至空载时，两支腿的偏移引起下横梁的偏移值可能会大于那个间隙值，从而出现啃轨现象，因而当起重机跨度较大时，常吧一边支腿设计成柔性支腿，用支腿本身的弯曲去减小下横梁的偏移量。 柔性腿就字面意思理解是不能承受变矩，因此一般用在大跨度门吊中，消除主梁挠曲变形和温度变化出现的啃轨现象。柔性腿与主梁的基本连接方式有三种：螺栓连接、球铰连接、柱铰连接。柔性腿与刚性腿在结构上的区别是：在龙门架平面，刚性腿一般做成上大下小的变截面型式，柔性腿是等截面型式；在支腿平面二者相同，均为上小下大型式。本人所说的支腿结构型式是对U型门吊而言，希望对楼主有用。 一般起重机跨度大于35m时，支腿采用一刚一柔结构，目的是在主梁承载时减小大车对轨道横向推力，从而降低啃轨几率； 所谓柔腿结构，可以为真正的铰接（主梁与支腿连接采用球铰或柱铰），也可以为假想铰（主梁与支腿线刚度比之比较大），其目的是相同的。 如果主梁与支腿连接采用球铰，同时可以避免运行歪斜侧向力的产生。 采用真正的铰接，计算较为简单，但是采用假想铰连接，计算比较复杂，但是整机稳倾覆定性比较好计算，也容易保证。 因为一般来说龙门起重机在行走时,不可能保证两侧腿行走同步,这样一来主梁就难以 避免的要承受一个横向的扭矩,为了防止这个扭矩对主梁的钢结构产生破坏性的影响,设计 时就采用一侧腿与主梁不固定的,采用转动或者滑动连接这种形式,即避免在主梁与支腿连 接处产生拉应力,在主梁中部产生剪应力,那么这一侧就是柔性连接,反之,另一侧与主梁死连接的支腿就是刚性腿。
汽车起重机支腿液压系 统设计 标准化管理处编码[BBX968T-XBB8968-NNJ668-MM9N]
汽车起重机支腿液压系统设计 摘要 本设计在分析汽车起重机的功能、组成和工作特点的基础上，并结合国内外汽车起重机的运用现状和发展趋势，设计了一款中小吨位汽车起重机底盘支腿液压系统。在设计本机液压系统中，通过阅读大量国内外相关资料和调研市场上已存在产品，对中小吨位汽车起重机的功能和工作原理进行了深入的了解和分析，具体分析了汽车起重机液压系统的功能、组成、工作特点以及系统类型，总结出液压传动在汽车起重机应用中的优缺点。根据汽车起重机的工作特点对支腿液压系统进行典型工况分析，确定了液压系统要求；结合液压系统原理拟定支腿液压系统底盘分布图、支腿液压管路图。根据汽车起重机的技术参数对液压系统进行了设计计算，确定了液压系统元件；并结合支腿机构的主要参数对支腿机构强度校核与稳定性分析，对支腿回路的组成原理和性能进行分析；通过对系统压力损失的验算和发热校核，检验液压系统设计的合理性。 关键词：汽车起重机；液压系统；支腿液压；设计计算 Hydraulic system design of Outrigger of truck crane ABSTRACT
The design analysis of truck crane on the basis of the functions, composition and characteristics of work, application situation and development trend of domestic and international truck crane, designed a hydraulic system for small and medium tonnage truck crane chassis legs. In the design of the hydraulic system, by reading a lot of relevant information already exists on the market and research products at home and abroad, for small and medium tonnage truck crane capabilities and in-depth understanding and analysis of the working principle, specific analysis of crane hydraulic system characteristics and system functions, composition, work type, summary of advantages and disadvantages in application of hydraulic truck crane. Legs according to the characteristics of truck crane hydraulic system analysis of typical conditions, determine the hydraulic system requirements; combination of hydraulic system for hydraulic system developed leg base map, the hydraulic support leg pipe. According to the technical parameters of the crane on the design and calculation of hydraulic systems, hydraulic system components were identified and combined with leg mechanism of main
第一章工程概况 一、工程概况： 富森-领峰项目景观工程位于广西防城港市,北侧、东侧、西侧均为规划路。规划总用地面积 40849.3平方米。该项目首层景观大部分在地下车库顶板上。本工程B区绿化部分的乔木种植，主要在泳池周边以及B区入口等部位。乔木具有树身高大，树冠广阔等特点，在B区种植时，因架空高度等影响，人力无法将其搬运至种植槽，需采用汽车起重机吊运。本工程中采用16吨汽车吊一台。 二、编制依据 表1-2 编制依据 三、施工条件 各树种及乔木灌木等准备就绪。各种植槽的种植土均已回填，并满足树木种植要求。树木种植坑均已挖至树木覆土要求，经检验满足汽车吊吊运条件。 第二章施工部署 一、技术准备 1、熟悉图纸，了解设计意图，编制施工进度计划。 2、考察施工现场，确定汽车起重机的部署位置。 3、完成施工技术方案及安全技术的交底工作。 二、施工准备 1、汽车式起重机 （1）根据现场实际需要，配置16吨汽车吊一辆。 （2）人员准备：汽车吊配置相应信号工和司索工。 （3）施工机械使用前的准备：a起重机进场前，必须向项目部提供起重机的出厂
检测报告、年检报告、产品说明书。b 起重机司机、信号工、司索工必须持证上岗，身体健康。C 起重机租赁公司与项目部签订租赁合同和安全生产协议书。 2、地下车库顶板承载汽车吊荷载验算 （1）16吨汽车吊自重为19吨，最大起吊自重为22吨，满足地下车库板面最大负 荷30吨的要求。（参见编号：012号工作联系单） （2）根据设计院提出的地下车库顶板单位面积承受的最大均布荷载3.2吨，而汽 车吊四个支脚的最大集中荷载为5.5吨（见图一），在四个支脚下部铺设大于 1.72㎡以上的枕木垫板方可将此集中力均匀分布于地下车库顶板。故本工程对汽车吊四个支脚下部铺设2㎡以上的枕木垫板（见图二）。 图一 汽车吊在吊物起重时 02 121=+++=∑P P F F F 0322112=++=∑L F L F COS L P M X X α 又因：T P 5.91=，T P 5.12=； 21F F =，大小相等，方向相反；与；X X F F m L L 21326== 7845≤≤α。 故四个支脚的最大集中荷载为T F 5.5max 1=
吊车支腿机构 一、吊车支腿机构 Q2-5型汽车起得机采用蛙式液压支腿，其工作原理如图1-24所示。当按箭头方向操纵支腿分配阀2的阀杆3，则压力油经ZBD40泵的出油口B时入溢流阀C、D口到换向阀E口，并沿虚线箭头方向从c，口沿管道进入旋阀8。当旋阀指向全通位置时，则旋阀的前右、前左、后右、后在都和阀体内油道相通，因而压力油直接经旋阀四个管口n、H、W、Y沿箭头方向从管道流至四个支腿油缸上面的双向液压锁，从锁内进入支腿油缸6的大腔，压力油则推动油塞5，使活动支腿绕连接铰点旋转下落，将整机撑起。与此同时四个支腿油缸的另一腔油液经双向液压锁、支腿分配阀、中心回转接头再回油箱。如果收支腿，只需将分配阀手柄沿箭头相反方向操纵时则改变油流方向，从E口进入阀内的压力油从（d,口沿箭头指示相反方向，经双向液压锁进入四个油缸的小腔，推动活塞，使支腿收回。同时大腔油液则沿箭头相反方向经双向液压锁、旋阀、支腿分配阀回油箱。 当车身不平时，可利用旋阀单独调整某一支腿高低，此时将旋阀旋钮旋指某一支腿位置，再操纵支腿分配阀手柄。注意打好支腿后旋钮必须指向全闭位置。泄漏油经旋阀的m口流回油箱。 1、双向液压锁的构造及工作原理 双向液压锁是设置在支腿油缸上的安全装置。它可以使支腿保持在某一固定位置不动。起重机工作时是靠四个支腿来支承全车和工作位置不动。起重机工作时是靠四个支腿来支承全车和工作装置负荷的，而
支腿又是靠支腿油缸来支撑的。如果液压系统发生泄漏，油缸的活塞就要缓慢缩回，这咱现象叫“软腿”。发生软腿后上车将失去平衡。引外，支腿油缸是经软管供油，如工作中软管胀裂，支腿会完全失去支撑能力，而造成机械倾翻。为了防止这种事故发生，在液压支腿油缸上均装置液压锁。Q2-5型汽车起重机上采用的是双向液压锁，它既可以保证起得机在工作过程中的安全，又可防止起重机支腿在行驶过程中自行落下。它的工作原理如图1-25所示。 当支腿停止动作（见图1-25（a）），也就是不操纵支腿换向阀时，A（或B）终止了进油（或出油），而阀内左右两端的进油道被滑阀3锁死，保证了支腿位置固定不动。 当操纵支腿分配阀在放支腿位置时（见图1-25（b））压力油自A 口进入a腔推开右端滑阀后进入支腿缸大腔，推动活塞支腿下入，与此同时a腔压力油通过活塞5打开双向液压锁在左端滑阀3，使油缸小腔的油液在活塞的推动下，经双向液压锁，由b腔经B口流回油箱。收支腿的动作如图1-25（c）所示。 双向液压锁的构造如图1-26所示。 在工作中若发现双向液压失灵、漏油或锁不住时，首先检查阀的旋钮是否指向全闭位置，如在全闭位置，那为虎添翼可能是液压锁中有异物或滑阀锥面有伤痕。此时应将液压锁拆下，进行清洁并检查滑阀锥面是否有伤痕，若属锥面伤痕，则须研磨修复或更换滑阀。但拆卸时应特别注意每副锁的零件应保持原套，不能错换。若油封损伤，则需要更新。
汽车起重机液压支腿型式及维修 张魁元杨宏钰 汽车起重机支腿，是安装在车架上可折叠或收放的支承结构。 1、支腿型式 汽车起重机支腿，可分为手动和液压操纵的两类。目前，手动操纵的支腿已不多见，绝大多数汽车起重机都是采用液压支腿。液压支腿又可分为下列几种型式。 (1)蛙式支腿 这种支腿的活动支腿铰接在固定支腿上，其展开动作由液压缸完成，特点是结构简单、重量较轻，但支腿跨度不大，只适用于小吨位的起重机。 (2)H型支腿 这种支腿有两个液压缸。活动支腿伸出后，工作时垂直腿撑地，形如H而得名。特点是支腿跨距较大，对场地适应性较好，目前已被广泛采用。 (3)X型支腿 这种支腿工作时，支腿呈X型，离地间隙小，在撑脚着地的过程中有水平位移发生，当其为小幅度时，重物活动的空间比H型支腿要大，因此常和H型支腿混合使用，形成前H、后X的型式。 (4)辐射式支腿 以转台的回转中心为中心，从车架的盆形架向下呈辐射状向外伸出4个支腿。特点是稳定性好，在起重作业时，全部载荷不经过车架而是直接作用在支腿上，回此，可减轻车架自重并降低整机重心高度，保护底盘不受损坏。主要应用在一些特大型的起重机上。 (5)摆动支腿 这种支腿在起重作业时，支腿在液压缸的作用下能摆动到与车架纵向轴线相垂直的位置上；非工作状态时，可平行地固定在车架的两侧。特点是重量轻，但由于受空间大小的限制，支腿不能太长，所以横向支撑的距离较小。 支腿的作用是，在不增加起重机宽度的条件下，为起重机工作时提供较大的支承跨度，从而在不降低汽车起重机机动性的前提下，提高其起重特性。支腿的故障有机械零件和液压系统两类。 2、支腿机械零件的故障与处理 (1)蛙式支腿(见图1)磨损的修复
第五章 支腿的设计计算 1.载荷计算 支腿平面内计算的最不利工况是：满载小车在悬臂极限位置，起重机不动或带载荷偏斜运动并制动，同时有风载荷作用。 支腿承受的载荷有：结构设备重量、小车载荷、运动冲击力、偏斜侧向力及工作风力。 1） 一根梁上的起升载荷与小车自重： 36 1(12080)9.8110 1.1 1.079102 p N = ?+???=?∑ 2） 大车的自重 刚性支腿上端以上的自重 35 699.8110 6.77102 G G N = =??=?静总上 刚性支腿下端以上的自重 35 69189.81108.53102 G G G N = +=+??=?静总下刚（） 柔性支腿下端以上的自重 3 5 69129.81107.95102 G G G N = +=+??=?静总柔下柔（） 3）小车的惯性力为： 3 4 809.8110 2.810142 142 xc Hx G P N ??= = =??? 小车与货物的风载荷 4 1.6250(16 28.8) 1.7910 w P c q A N ==??+=? 4）垂直于门架平面的风载荷 1.604401/w q q N m =?=门 5）大车支腿以上桥架作用在支腿上的惯性力 4 2 6.23610414 H G Gx F N += =??静总惯 风载荷
4 2.5104Fw Pw N ?= ==?主（384+16+4）2504 6）作用与支腿架的风载荷和支腿自重惯性力： 464/A q N m =刚 536/A q N m =柔 1043.8/H q N m =刚 695.8/H q N m =柔 7) 偏斜运行侧向载荷 Ps 小车满载跨中4 s18.0910P N ==? 小车满载极限位置5 s2 1.06210P N =? 2.支腿内力计算 （1）门架平面的支腿内力计算 柔性支腿与主梁铰接，因此门架平面按静定简图进行内力计算： ○1满载小车位于臂端，c 点受弯矩 1 1c M H h = 32(2 3) L H P h k =?+ ∑ 21 I h k I L = ?
开题报告 题目汽车起重机伸缩臂系统设计 1.课题来源 近年来，随着社会的发展，社会生活中对起重机的需求越来越大，所以起重机的研发越来越紧迫，由于汽车式起重机转场灵活，从而方便快捷，所以进几年我国的汽车式起重机发展很快。但是，与国外汽车式起重机相比，国外汽车式起重机技术得到了飞速发展，为了降低整机成本，提高性能，整机质量越来越小，在起重性能相同的情况下，自重约比十年前降低了２０％左右，由于车辆自重的减小，使车辆采用尽可能少的轴数（尤其是大吨位起重机），这样，大大简化了车辆的结构，成本降低，同时提高了起重机的作业能力及使用经济性，所以，同等吨位的销售价较前十年有大幅下降，对中国国内市场造成了很大冲击，因此，对我国的汽车式起重机的生产者来说是一个严峻的考验。臂架是起重机的主要承载构件。起重机通过臂架直接吊载，实现大的作业高度与幅度。臂架的强度决定了最大起重量时整机起重性能，其自重直接影响整机倾覆稳定性，因而臂架结构设计的优劣，将直接影响整机的性能，如整机重量、整机重心高度和整机稳定
性等。所以要在保证臂架安全工作的条件下尽量减轻臂架的重量，这对提高整机质量和经济性具有很大的现实意义。 2. 研究目的和意义 臂架是起重机的主要承载构件。起重机通过臂架直接吊载，实现大的作业高度与幅度。臂架的强度决定了最大起重量时整机起重性能，其自重直接影响整机倾覆稳定性，因而臂架结构设计的优劣，将直接影响整机的性能，如整机重量、整机重心高度和整机稳定性等。所以要在保证臂架安全工作的条件下尽量减轻臂架的重量，这对提高整机质量和经济性具有很大的现实意义。 3.国内外现状及发展趋势 中国的汽车式起重机诞生于上世纪的10年代，经过了近30年的发展，期间有过3次主要的技术改进，分别为70年代引进苏联的技术，80年代引进日本的技术，90年代引进德国的技术。但是总体来说，中国的汽车式起重机产业始终走着自主创新的道路，有着自己清晰的发展脉络，尤其是进几年，中国的汽车式起重机产业取得了长足的发展，虽然与国外相比还有一定的差距，但是这个差距正在逐渐的缩小。而且我国目前在中小吨位的汽车式起重机的性能已经完好，能够满足现实生产的要求。在不久的将来，我国的汽车式起重机行业一定会发展成为一个发展稳定，市场化程度高的成熟产业。 许多专家认为，高速发展的市场，是中国汽车式起重机产业各个厂商有利的技术创新基础和环境。近几年，中国汽车式起重机产业除了一家较小的公司与日本起重机品牌厂家合资以外，其余厂家一直在追赶国外先进水平的进程中，一直坚持自主的技术创新道路，基本上没有整体引进国外技术的做法，也使的中国汽车式起重机产业在达到和接近国际先进水平的同时，在产品技术上有明显的中国特质。 中国汽车式起重机已经大量使用PLC可编程集成控制技术，带有总线接口的 液压阀块，液压马达，油泵等控制和执行元件已较为成熟，液压和电器已实现了紧密的结合。可通过软件实现控制性能的调整，大幅度简化控制系统，减少液压元件，提高系统的稳定性，具备了实现故障自动诊断，远程控制的能力。 当前我国新一代汽车起重机产品，起重作业的操作方式，大面积应用先导比例控制，具有良好的微调性能和精控性能，操作力小，不易疲劳。通过先导比例手柄实现比例输送多种负荷的无级调速，有效防止起重作业时的二次下滑现象，极大的提高了起重作业的安全性、可靠性和作业效率。
三一220t汽车吊支腿压力计算书 一、工程概况 大新大厦改扩建项目1#6015拆卸时需三一220t全路面汽车吊在地面上进行作业，220吨汽车吊吊装50m吊臂时作业半径12m，吊臂重量8.36t。 二.吊装计算参数 1).220t汽车吊整机自重72t; 2).220t汽车吊平衡重75t; 3).6015塔吊吊臂自重8.36t; 三、作业工况 分析现场情况，最不利吊装工况： 1.工况a— 220t汽车吊在作业半径12m处吊装吊臂；
四、支腿压力计算 1.支腿反力计算公式:N ∑∑+++=Xi Xi Xi My Yi Yi Yi Mx n Q G ****)( G ——汽车吊整车自重（含配重）； Q ——汽车吊起重载荷（吊重）； N ——汽车吊支腿反力； n ——汽车吊支腿数； Mx 、My ——作用于汽车吊上的外力对通过回转中心的X\Y 轴的力矩值； Xi 、Yi ——支腿至通过回转中心的X 、Y 轴的距离； 2.220t 汽车吊整机自重:G=72+75=147t; 3.工况a —吊装6015吊臂时的支腿最大压力: 1)50m 吊臂自重8.36t 考虑动载荷时汽车吊起吊重量:Q=8.36*1.5=12.54t(动载系数取为1.5) 2).吊装对X,Y 轴的力矩 Mx=12.54*10=125.4t.m My=12.54*6.6=82.76t.m t N 58.534 *3.8*3.8 3.8*76.824*3.8*3.8 3.8*4.1254.5421147)3(=+++= 4、220t 汽车吊支腿压力分散处理 1).600*600支腿对地下室顶板的压应力:
起重机械的A型内藏式支腿 起重机械的A型内藏式支腿专利权利要求书 1、一种起重机械的A型内藏式支腿，其特征是：该支腿包括有外支腿和内藏支腿。外支腿通过固定腿(3)与汽车大梁(4)连接，内藏支腿连接在外支腿内。 z、根据权利要求1所述的起重机械的A型内藏式支腿．其特征是；所述的外支腿包括有外置水平油缸(1)、活动腿(2)、外置水平油缸位于活动腿的上端．活动腿有向下凹的槽，外置水平油缸位于活动腿插入至固定腿内。 3、根据权利要求l所述的起重机械的A型内藏式支腿，其特征是；所述的内藏支腿包括有连杆(5)、内连杆(6)、支腿(7)、支腿盘(8)、内置支腿油缸(9)，连杆(5)、内连杆(6)和内置支腿油缸(9)的一端均分别铰接在支腿(7)上，连杆(5)、内连杆(6)和内置支腿油缸(9)的另一端铰接在活动腿上．内连杆(6)和内置支腿油缸(9)共用一个铰链．在支腿7的底端连接有支腿盘(8)。 专利说明书 技术领域 本实用新型汐及一种起重机械的支腿．特别是一种起重机械的A型内藏式支腿。 背景技木 随车起重机和其它多种起重机都装有可收放支腿。支腿的主要作用是通过增大起重机机座的支撑问距．提高起重机的稳定性能和提升能力。为了补偿作业场地地面的倾斜和不平，增强起重机的抗倾覆稳定性。每条支腿还应能单独调节长度和高度。支腿在作业时外伸着地，将起重机举升离地：行驶时，将支腿收回，这样既缩小了整车的外形尺寸，又提高了起重机械的通过性。 目前，起重机械上常见的支腿型式有：蛀式、H型、x型、辐射式、饺接式几种支腿。随车起重机一般采用H型支腿形式，但此种支腿对于双前桥的底盘适应性不是很好，通常都要通过支腿油缸的翻转来解决与第二桥车轮干涉问题。 实用新型内容 本实用新型的目的是要提供一种一对双前桥的底盘适应性好的起重机械的A型内藏式支腿。 本实用新型的目的是途样实现的：该支腿包括有外支腿和内藏支腿，外盘腿通过固定腿(3)与汽车大梁(4)连接，内藏支腿连接在外支腿内。 所述的外支腿包括有外置水平油缸(1)、活动腿(2)、外置水平油缸位于活动腿的上端。活动腿有向下凹的槽，外置水平油缸位于活动腿插入至固定腿内。 所述的内藏支腿包括有连杆(5)、内连杆(6)、支腿(7)、支腿盘(8)、内置支腿油缸(9)，连杆(5)、内连杆(6)和内置支腿油缸(9】的一端均分别铰接在支腿(7)上．连杆(5)、内连杆(6)和内置支腿油缸(9)的另一端铰接在活动腿上，内连杆(6)和内置支腿油缸(9)共用一个铰链．在支腿7的底端连接有支腿盘(8)。 有益效果：由于采用了上述方案，随车起重机在行驶状态下支腿与内置支腿油缸均内藏于活动腿中，面活动腿回收于固定腿内，即汽车大梁安装面以下随车起重机没有多余部件外露。这使得随车起重机在匹配双前桥汽车底盘时有良好的适应性。而以往随车起重机普遍采用H型支腿形式，由于固定腿采用双腔形式，两侧支腿油缸有前后距离差不在同一平面内，其中一侧支腿油缸经常会与双前桥汽车底盘第二桥车轮干涉，而A型内藏式支腿避免了此种情况的出现，达到了本实用新型的目的。
法兰计算： （1）螺栓所受最大拉力的计算 弯矩Mx 和My 使角点上的螺栓A 产生最大拉力，而垂直压力Q 则使螺栓中的拉力减少。螺栓A 中的最大拉力Ta 计算如下： 高强度螺栓： ][2·2·2max max t i i i i N z Q y m y Mx x m x My Ta ≤-+=∑∑ 1、 支腿强度和稳定性 （1）支腿顶部截面（开始弯曲处） ][σσ≤++=x td y d td d I y M I x M A N （2）支腿上法兰截面 ][σσ≤++=x tf y f t d I y M I x M A N 式中，分母为支腿相应截面的几何性质， 2、稳定性 （1）整体稳定性 支腿两端与主梁、横梁刚接构成空间构架，计算支腿整体稳定性时，必须考虑主梁（横梁）对支腿端部的约束影响。 空间刚架的支腿稳定性计算十分复杂，为了简化可将空间刚架分解成两个互相垂直的平面刚架来计算，而忽略两个平面刚架的相互影响。 计算支腿整体稳定性时，必须先把变截面支腿转换成等效等截面构件，按其等效的惯性矩来计算单位刚度比和支腿长细比。 t 210l μμl =
支腿的长细表：r l 0=λ 支腿整体稳定性按右式计算：][σφσ≤++= x td y d td d I y M I x M A N 20吨小车计算： 钢丝绳的选择： （1） 钢丝绳的最大拉力：根据起重机的额定起重量Q=20吨， 查起重机手册选取滑轮组倍率m=4，起升机构缠绕如图：
钢丝绳最大拉力：组 ηm G Q S 2max += kg 式中Q ——额定起重量，Q=20*103kg G ——钓钩组重量，G=364kg m ——滑轮组倍率 m=4 组η——滑轮组效率，组η=0.975 根据公式得到Smax=2610kg （2）钢丝绳的选择 所选择的钢丝绳破断拉力应满足下式； max S *n S 绳绳≥而∑=丝绳αS S * 式中；S 绳——钢丝绳破断拉力 ΣS 丝——钢丝绳破断拉力总和。 α——折减系数，对于绳6X37+1的钢丝绳α=0.82